法蘭配套產品
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人孔法蘭凸緣密封的校核是壓力容器檢驗的重 要組成部分。 人孔法蘭凸緣通過螺栓和墊片起到密 封效果， 要求其在各種設計載荷條件下均能有效地 實現密封功能。 凸緣的失效一般不是因為強度問題， 而是在螺 栓載荷、 墊片反力和介質壓力的合成力矩作用下， 由于剛度不足而產生變形 （轉角）， 使其對墊片的 壓緊力不均勻， 從而導致泄漏。 因此， 控制凸緣剛 度和變形是凸緣設計的關鍵。 控制凸緣變形， 目前比較通用的技術手段是通 過計算凸緣在荷載工況下的應力， 根據 JB 4732 標 準， 判斷其強度是否滿足要求。 曲永奎 [1] 通過 ANSYS 軟件建立了法蘭的力學模型， 計算了法蘭 在操作工況下的應力， 并按照 JB 4732 標準對其進 行了強度評定。 楊玉芬、 田新 [2] 采用有限元法對 脫硫塔容器法蘭進行了有限元分析， 得到了法蘭的 應力分布規律， 并依此判斷其結構強度。 本文采用有限元分析法建立了某壓力容器人孔 法蘭凸緣的有限元模型， 利用應力分類法對其進行 了強度評定， 并采用極限分析方法分析了其在極限 載荷工況下凸緣密封面的扭轉角度。 本文還比較了 應力分類方法控制凸緣強度與極限分析方法計算扭 轉角在人孔法蘭凸緣密封性設計時的優劣性。
壓力容器的極限載荷分析法： 采用小位移理 論， 并采用理想彈塑性材料， 應用有限元方法求得 引起結構垮塌的極限載荷 [3]。 極限分析考慮了結構的塑性變形， 能更真實地反應載荷作用下的人孔凸 緣失效過程， 求出結構在穩定狀態下的極限載荷， 防止結構發生塑性垮塌。
在筒體內表面施加計算壓力， 墊片環面施加墊 片壓力， 螺栓面施加相應的當量壓力， 筒體斷面施 加當量壓力， 其余模型切割面施加面對稱邊界約 束。 在計算壓力 p=1.73 MPa 工況下， 筒體、 人孔 法蘭凸緣的應力分布如圖 4 所示。 人孔法蘭凸緣的 計算結果如圖 5 所示。 由圖 5 可知， 人孔法蘭凸緣 應力最大點發生在凸緣密封面內側， 其應力最大點 的應力路徑為 Path-A。
按照 JB 4732—1995 對人孔法蘭凸緣進行應力 強度評定， 應力評定結果如表 2 所示。 由表 2 可見， 凸緣一次局部薄膜應力為 203.1 MPa， 小于其 許用應力值 1.5Sm=267 MPa， 而一次薄膜應力+彎曲 應力 （PL+Pb） 超出其許用應力值 1.5Sm=267 MPa， 不能滿足要求。 因此， 從凸緣應力分類結果來看， 其強度不能滿足要求。
極限分析屬于非線性分析， 采取載荷逐步加載 的方式， 逐步增加載荷， 直至計算不收斂。 在載荷 逐步增加的過程中， 材料進入塑性階段， 最終材料 失去抗變形能力。 經計算發現， 在 p=2.8 MPa 時， 計算不收斂。 凸緣在最大應力點分類結果如表 3 所 示。 由表 3 可知， 當荷載達到 1.8 MPa 時， 材料進 入塑性階段。 凸緣在 p=1.8 MPa 時的變形如圖 6 所 示。 p=2.8 MPa 為模型在穩定工況下的極限載荷， 凸緣在極限載荷工況下的變形如圖 7 所示。
（1） 利用 ANSYS 軟件對某壓力容器人孔法蘭 凸緣在計算壓力工況下進行了強度分析， 并利用極 限載荷法分析了凸緣在極限載荷工況下的變形。 （2） 從凸緣應力分類結果來看， 凸緣在計算壓 力下其薄膜應力+彎曲應力超過許用值。 從極限分 析結果來看， 凸緣在計算壓力下其密封面扭轉角依 然滿足要求， 而實際使用工況下凸緣也未發生泄 漏， 這說明采用極限分析來判斷凸緣的密封性更加 合理。 （3） 人孔法蘭凸緣的密封性主要取決于凸緣剛 度， 利用應力來控制其密封性過于保守。
